高速列车载荷频率传递特性研究

摘要： 随着列车运行速度不断提高，轮轨激振力引起的列车结构振动问题越来越明显。利用SIMPACK多体动力学软件和ANSYS有限元软件，分别建立了车辆多刚体系统动力学模型和转向架弹性体模型。在两种模型上分别施加京津线激扰，得到了车辆多刚体系统高速直线工况轮轨激振力；将该激振力施加于ANSYS弹性体模型并对其进行瞬态动力学分析，得到了弹性转向架一系和二系悬挂载荷、构架应力时间历程、频谱特性及系统频率传递规律。研究结果表明：轮轨力载荷经一系和二系悬挂系统传递至车体时，频率成分发生了明显的衰减，但高速运行时构架将产生一定程度的弹性振动；线路实测转向架载荷信号时域和频域分析结果，初步验证了所研究结果的正确性。关键词： 高速列车； 高频振动； 振动传递； 瞬态动力学分析； 线路试验

中图分类号： U270.1文献标识码： A文章编号： 10044523（2013）05068706

引言

当前中国高速铁路发展迅速，列车运行速度不断提高使车辆轨道结构振动问题受到越来越多的关注[1]，而转向架结构振动对其结构强度和疲劳寿命有重要影响。事实上，转向架振动与载荷特性密切相关。因此，研究转向架载荷特性有利于全面认识和理解高速列车振动根源及实质。

正常状态下，车辆系统一般在低中频范围内振动，能够保证列车运行安全性、乘坐舒适性；列车运行速度大幅提高后，外界激扰频率急剧增加（如对于轨道不平顺激扰有：F=V/L，其中F为轨道不平顺激扰频率，V为列车运行速度，L为轨道不平顺波长），使得轮对、构架和车体均可能出现高频振动或结构振动问题。高频和结构振动不仅影响列车运行安全性和乘坐舒适性，而且将加速车辆系统关键部件疲劳损伤[2]。

自上世纪80年代初期至今，国内外学者开展了大量轮轨相互作用和车辆振动方面的研究工作，取得了丰硕的研究成果[3～7]。相关研究大多将车辆系统作为理想刚体处理，揭示了各刚体的振动特性，这种处理方式在车辆低速运行时是可以接受的[8]。但在高速运行工况下，车辆部件弹性振动对系统振动及关键零部件疲劳失效影响不应被忽略。因此，有关学者将车辆部分结构作弹性体处理，并对两种处理方式下车辆系统运行指标的差异进行了研究[9，10]。针对高速列车车体和车下设备，

文献[11]结合仿真计算和实测振动加速度信号，研究了车体和设备之间的振动传递规律。

截至目前，结合数值计算和线路试验，研究车辆系统作用力频率特征、能量分布以及振动传递规律等还少有涉及。因此，本文拟在分别建立车辆系统多刚体和弹性体模型基础上，采用数值计算方法并结合线路实测结果，研究高速列车转向架载荷频率传递规律和构架结构振动特征。

1总体求解过程及模型建立〖2〗1.1数值计算总体过程借助SIMPACK多体动力学计算软件和ANSYS有限元结构分析软件，本文数值计算和总体研究思路如下：

1）以CRH380A型高速动车组为例，在SIMPACK中建立完整的车辆系统多刚体动力学模型，车辆系统结构参数、悬挂参数及惯性参数均按实际情况设定，采用京津线实测轨道激扰进行数值计算，得到系统轮轨力及转向架载荷；

2）在ANSYS结构分析软件中，建立CRH380A型高速动车组转向架轮对、构架有限元模型，并对构架进行模态分析；输入SIMPACK数值计算得到的轮轨力进行瞬态动力学分析，得到车辆系统弹性振动载荷以及构架应变特征等；

在SIMPACK中建立的车辆多刚体系统动力学模型如图1所示，主要参数如表1所示。模型中包含各主要部件：1个车体、2个构架、8个轴箱以及4个轮对。各部件间约束关系（自由度）、联结关系（悬挂力）以及各种线性与非线性因素等，均在模型中有完整体现。轮轨接触关系求解采用FASTSIM算法。施加京津线实测轨道激扰进行数值计算，得到了高速车辆多刚体系统各主要振动指标和有限元弹性体瞬态动力学分析所需轮轨力等。另外，在动力学计算中对系统施加纵向运行速度，即可实现系统纵向走行关系。

由图7可知，一系横向载荷存在3个主要频率成分，分别为1.5，11～12和40 Hz；传递至二系悬挂系统后，载荷主要频率为1.5 Hz，在11～12和40 Hz处仅存在微小波动，其他范围功率谱密度值基本为零。这说明横向轮轨激振力产生的横向载荷在经一系悬挂系统传递至二系悬挂系统后，频率成分由轮轨力频率由低频、中频和高频并存，衰减到只剩低频成分，传递过程中衰减和抑制效果明显。这与多刚体动力学计算结果基本一致。

对比有限元瞬态动力学计算结果和车辆系统动力学计算结果可知，二者存在一定的差异，主要体现两个方面：其一是弹性体计算结果频率分布更为集中、在主频上能量更为聚集，导致其载荷功率谱密度更大，这有利于系统振动主频识别。产生该现象的主要因素是刚、柔体模型差异，导致柔性模型中某一主频的振动在各单元的弹性振动中均能够有所表现；其二是弹性体模型中出现了主频为40 Hz的作用力，该频率作用力与构架弹性振动密切相关，而这一特征在多刚体动力学模型中无法体现。另外，图6和7结果显示，无论是一系还是二系横向振动弹性模型中均有11 Hz振动出现，尽管其谱密度较小，但这一频谱特性在刚性模型中无法得到体现，而该频率应与系统垂向振动相关。

为进一步证实弹性体40 Hz振动现象，图8给出了转向架轮对和构架结构应力频率特性。由此可见，轮对和构架均出现了频率为40和45 Hz的结构动应力（局部放大后如右上小图所示）。由表1可知，该两种频率已十分接近构架第1阶模态，说明此时构架在一定程度上已发生结构振动。这进一步表明，弹性模型能更为准确地反映高速列车动力学特性。

3线路实测转向架载荷分析

为进一步验证上述研究结果的正确性，本文对该型高速动车组转向架载荷进行了实际线路测试。测试线路为京沪客运专线，测试过程中列车实际营运最高时速300 km/h，获得了高速直线工况下轴箱弹簧载荷和定位转臂载荷时间历程，分别如图9和10所示。由此可见，由于高速区段线路状态优良，此时轴箱弹簧载荷和定位转臂载荷动态幅值均较小。

图11和12分别给出了轴箱弹簧载荷和定位转臂载荷频域特性。由图可知，实测轴箱弹簧载荷频率主要分布在1.1和12.5 Hz左右，与弹性体模型和多刚体动力学模型计算结果基本一致。此外，定位转臂载荷在12.5和37～40 Hz范围内有明显的频谱峰值，与弹性体模型计算结果十分接近，而载荷高频成分在多刚体计算结果中没有体现。这进一步表明，研究车辆系统结构振动、振动传递等时将车辆系统各主要部件处理为弹性体，其结果更为准确。

4结论

在分别建立车辆多刚体系统动力学模型和弹性体模型基础上，本文对高速列车系统载荷频率传递规律进行了研究，并借助实际线路测试结果进行了对比验证。研究结果表明：

宽频域轮轨力经过一系悬挂系统、转向架构架传递至二系悬挂系统的过程中，其频率成分均发生了明显减缩，高频成分得到了抑制，而低频成分则继续传递至车体并有所增强。

高速列车运行过程中，轮对、构架等均会发生一定程度的弹性振动，系统弹性体模型能够较好地揭示这一现象和规律。

相对于多刚体模型，弹性体模型能更为准确地反映系统的某些频谱特性，这也进一步表明了在高速列车动力学研究中建立弹性模型的必要性。

需要说明的是，本文系统弹性体模型最高振动频率为50 Hz，仅涵盖了构架第1阶弹性频率。受计算条件限制，暂时未能考虑构架更高阶弹性模态。这一问题争取在今后的研究中能有所突破，使得轮对低阶和构架中高阶弹性频率能够纳入研究范畴。

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